Резьбовые соединения

Подготовил:
Хабибуллин Салават 2БНГ-1

деталей (винтов, болтов, шпилек, гаек) или резьбовых элементов, выполненных на

самих соединяемых деталях.
Основным признаком резьбового соединения является наличие резьбы хотя бы на некоторых из деталей, входящих в соединение.
Резьбой называют совокупность чередующихся выступов и впадин определённого профиля, расположенных по винтовой линии на поверхности тела вращения (обычно цилиндра или конуса).

d – диаметр несущего цилиндра (наружный диаметр резьбы);
ph – ход

винтовой линии;
 – угол подъёма винтовой линии.

усилиях на инструменте;
2) возможность фиксации в затянутом состоянии (самоторможение);
3) удобство

сборки и разборки с применением стандартных инструментов;
4) простота конструкции и возможность точного изготовления;
5) наличие широкой номенклатуры стандартных крепёжных изделий (винты, болты гайки);
6) низкая стоимость крепёжных изделий благодаря массовости и высокой степени автоматизации производства;
7) малые габариты в сравнении с соединяемыми деталями.
Недостатки резьбовых соединений:
1) высокая концентрация напряжений в дне резьбовой канавки;
2) значительные энергопотери в подвижных резьбовых соединениях (низкий КПД);
3) большая неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы;
4) склонность к самоотвинчнванию при знакопеременных нагрузках;
5) ослабление соединения и быстрый износ резьбы при частых сборках и разборках.

преобразования движения), специальная (например, ниппельная);
2) по форме поверхности, несущей резьбу

– цилиндрическая и коническая;
3) по форме профиля резьбы в поперечном сечении нарезки (рис. 13.2)  треугольная, трапецеидальная, упорная, прямоугольная, круглая;
4) по расположению – наружная и внутренняя;
5) по величине шага нарезки  нормальная (с крупным шагом нарезки) и мелкая (с уменьшенным шагом нарезки);
6) по направлению нарезки  правая (применяется чаще) и левая;
7) по числу заходов (по количеству параллельных гребешков движущихся вдоль одной и той же винтовой линии) – одно-, двух-, трёх-, и т.д., многозаходная;
8) по исходной метрической системе – метрическая и дюймовая.

в – упорный; г  прямоугольный; д  круглый.
Рис. 13.3.

Профиль нарезки метрической резьбы.

Дюймовая крепёжная резьба по внешнему виду подобна метрической. Профиль дюймовой резьбы в диаметральном сечении имеет вид равнобедренного треугольника с углом при вершине  = 55. Вместо шага для этой резьбы задаётся число витков (ниток) на один дюйм длины (1 дюйм = 25,4 мм).

Рис. 13.4. Профиль нарезки трубной резьбы.

резьбы (наружный диаметр болта или винта) обозначается буквой М и

цифрой, равной d в мм, например, М5, М8, М24;

d1 – внутренний диаметр резьбы гайки;
d3  внутренний диаметр резьбы винта;
d2  средний диаметр резьбы;
p  шаг резьбы – расстояние между соседними гребнями резьбы;
ph  ход резьбы – расстояние между соседними гребнями резьбы, принадлежащими одному гребню нарезки;
  угол профиля резьбы;
  угол подъёма резьбы.
Для нормальных (с крупными шагами) метрических резьб, имеющих диаметр в интервале 2…68 мм, внутренний диаметр можно вычислить по эмпирической формуле:

Скорость движения гайки вверх при вращении винта по часовой стрелке

с угловой скоростью 1:

Сила трения в витках:

где f - коэффициент трения в витках резьбы.

Тогда тангенциальная сила на витках винта и осевая сила на витках гайки связаны соотношением:

где  - угол трения в витках резьбы.

резьба; б) треугольная резьба.
Приведённый коэффициент трения для треугольной резьбы:
А приведённый угол

трения:

Из представленных соотношений видно, что с точки зрения удержания резьбового соединения в затянутом положении наиболее надёжной является метрическая резьба, а с точки зрения уменьшения потерь энергии в подвижных винтовых кинематических парах наилучшей является прямоугольная резьба (см. табл).

приёмов борьбы с самоотвинчиванием резьбовых соединений. Виды стопорения резьбовых соединений:
1)

создание повышенных усилий трения между витками резьбы винта и гайки (пружинные шайбы, гайки с контргайками, предварительно обжатые гайки, гайки с пластмассовой вставкой, свинчивание на краску или клей и т.п.);
2) жёсткая взаимная фиксация свинченных деталей друг относительно друга (шплинты и корончатые гайки, обвязка проволокой, отгибные шайбы с усиками, пружинные кольца с усом, кернение в резьбу, обварка в резьбу и т.п.);
3) фиксация резьбовых деталей относительно скрепляемых деталей (отгибные шайбы на корпус, закрепление головки болта в канавке корпуса или фланца, прихватка к корпусу или фланцу сваркой и т.п.).

установкой пружинной шайбы; б) пружинная шайба в свободном состоянии; в)

коронная гайка со шплинтом; г) отгибная шайба с усом; д) обвязка болтов проволокой; е) раклёпывание выступающего конца болта; ж) кернение в резьбу; з) прихватка сваркой в резьбу.

стандартизовано и состоит из двух цифр, разделённых точкой (в некоторых

документах точка не ставится): первая цифра представляет предел прочности материала b, выраженный в МПа и поделённый на 100; вторая цифра (стоящая после точки) равна отношению предела текучести t материала к его пределу прочности умноженному на 10. В стандарте представлены 12 классов прочности: 3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.6; 6.8; 6.9; 8.8; 10.9; 12.9; 14.9.
Пример обозначения стандартного болта в спецификации к сборочному чертежу: Болт М10-6g100.58.ГОСТ 7798-70.
При особых требованиях к материалу в обозначение вводится марка стали, например: Болт М10-6g100.58-4Х13. ГОСТ 7798-70 (необходима повышенная кислотостойкость болта).

в деталях соединения действуют самые разнообразные напряжения. Так, например, под

действием осевой силы в болтовом соединении сечение тела болта нагружено растягивающими напряжениями, в переходной области между телом и головкой возникают касательные напряжения, а в витках резьбы напряжения изгиба, смятия и среза одновременно. Таким образом, прочность элементов резьбового соединения является основным критерием работоспособности. Часто наблюдается обрыв тела винта в области первых одного-двух витков резьбы, считая от опорного торца гайки. У соединений с мелкими резьбами возможен срез витков резьбы.
Стандартные болты, винты шпильки, гайки с крупными шагами спроектированы по условиям равнопрочности, то есть таким образом, что разрушение по любому из видов напряжений может произойти приметно при одной и той же нагрузке на соединение. Это условие позволяет предварительный (проектный) расчёт соединения выполнять в упрощенном варианте.

Внутрений диаметр резьбы резьбового стержня по заданному внешнему усилию выбирают

по формуле:

где
F0 – усилие воспринимаемое резьбовым соединением,
d1 – внутренний диаметр резьбовой части стержня,
[]p - допускаемые напряжения для материала стержня при растяжении.

смещения удерживаются силой трения)
Внутрений диаметр резьбы резьбового стержня по заданному

внешнему усилию выбирают по формуле:

Где
f – коэффициент трения для контактирующих поверхностей деталей, остальные величины определены выше.

Используя таблицы стандартных резьб по данному внутреннему диаметру и выбранному шагу резьбы можно подобрать необходимый диаметр стержня.

этом случае тело болта нагружается перерезывающей силой, и диаметр призонной

части болта определяется из расчёта на срез:

где z – число плоскостей среза; []  (0,2…0,3)Т – допускаемые напряжения материала болта на срез. За диаметр резьбовой части болта принимают ближайший стандартный диаметр резьбы, меньший диаметра цилиндрической части.

В таких схемах долю нагрузки, приходящейся на каждый болт (винт,

шпильку), определить непосредственно из уравнений статики (уравнений равновесия) не представляется возможным. Расчёт таких резьбовых соединений выполняется с учётом дополнительных условий, наиболее часто таким дополнительным условием является условие совместности деформаций, учитывающее как деформацию резьбовых деталей соединения, так и деформацию соединяемых деталей. Наиболее часто встречающимися задачами такого рода можно считать задачи:
1) расчет группового соединения, воспринимающего моментную нагрузку;
2) проверка способности соединения воспринимать переменную нагрузку;
3) проверка соединения на нераскрытие стыка;
4) проверка соединения на восприятие температурной нагрузки.

ресивера (рис.13.15).
Рис. 13.15. Болтовое соединение корпуса и крышки ресивера

При сборке соединения (рис. 13.15 а) каждый из болтов нагружается усилием затяжки F0. Под действием этого усилия болт получает удлинение lБ=F0б, а стягиваемые детали сжимаются, получая укорочение lд=F0д, где б и д податливость болта и стягиваемых деталей, соответственно. Податливость  способность деформироваться, свойство противоположное жёсткости, в системе СИ его размерность м/Н.

После заполнения ресивера газом под давлением pг оно стремится оторвать крышку от цилиндра ресивера, дополнительно нагружая болты резьбового соединения и одновременно разгружая сжатые при затяжке болтов детали. Величина приходящейся на каждый болт нагрузки найдётся из соотношения
; (13.15)

в ресивере; z – число болтов, крепящих крышку ресивера. Под

действием этого усилия болт получит дополнительное удлинение l, а так как сжимаемые детали и болт с гайкой находятся в непосредственном контакте, то на эту же величину возрастёт длина сжатых деталей, напряжения сжатия в которых за счёт этого уменьшатся.
Долю рабочей нагрузки, затраченную на удлинение болта, обозначим  (читается «хи»), тогда на удлинение сжатых деталей будет затрачена оставшаяся (1-) часть рабочей нагрузки. Условие совместности деформации в этом случае запишется как

; (13.16)

где l – удлинение болта равное удлинению стягиваемых деталей; б – податливость болта; д – податливость соединяемых деталей.
Из равенства (13.16) получаем
. (13.18)

Полная нагрузка на болт в этом случае

. (13.19)

( ), тем меньшая доля рабочей

нагрузки приходится непосредственно на болт.
При проектном приближённом расчёте принимают:
для стальных и чугунных деталей, стягиваемых без прокладки, =0,2…0,3;
для таких же деталей, но при наличии между ними упругой прокладки, (поранит, картон, тонкая листовая резина и т.п.) =0,4…0,5.
Совместность деформации стягиваемых деталей и болтов будет сохраться до тех пор, пока удлинение сжатых деталей, вызванное рабочей нагрузкой, не сравняется по величине с их укорочением, созданным при предварительной затяжке резьбы, то есть до момента, когда


. (13.20)

При превышении рабочей нагрузкой значения, полученного в (13.20), крышка ресивера отойдёт от фланца корпуса (освободит прокладку) и между стягиваемым деталями появится зазор, то есть произойдёт раскрытие стыка  нарушится плотность соединения.

– коэффициент запаса затяжки болтового соединения: при статической нагрузке Kзат

= 1,25…2,0, при меняющейся нагрузке Kзат = 2,5…4,0.
В качестве расчётной нагрузки болта с учётом напряжений кручения, возникающих при затяжке соединения, принимается
, (13.23)

или с учетом (13.22)

, (13.24)